Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
2.1 Определение предварительных значений основных геометрических параметров цилиндрической передачи из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев.
а) Определение предварительного значения диаметра делительной окружности шестерни.
, мм,
где =770 – вспомогательный коэффициент для прямозубой передачи (предварительно принимают прямозубую передачу, полагая, что окружная скорость будет менее 2 м/с).
=165,9 Нм – расчетный крутящий момент на валу шестерни [см. «Силовой анализ механизма»].
=1,08 – предварительное значение коэффициента неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий при расчете на контактную выносливость в случае прирабатывающихся зубчатых колес относительно опор [1, табл. 2.3].
=1 – предварительное значение коэффициента динамичности нагрузки для тихоходной ступени [Методичка №418].
=1140 МПа допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость [см. «Проектный расчёт тихоходной цилиндрической передачи»].
- передаточное отношение зубчатого редуктора [см. «Уточнение разбивки передаточного отношения»].
=0,6 – коэффициент ширины шестерни при несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор и твердости рабочих поверхностей Н1 и Н2>НВ 350 [1, табл. 2.3].
б) Определение предварительного значения межосевого расстояния.
в) Уточнение коэффициента неравномерности распределения нагрузки.
Учитывая рекомендации приложения к ГОСТ 21354-75 для передач общего машиностроения принимаем:
г) Уточнение коэффициента динамичности нагрузки.
Удельная окружная динамическая сила при расчете на контактную выносливость определяется по следующей зависимости
, где
- окружная скорость в зацеплении (0,765<2 – следовательно назначение прямозубой передачи оправдано).
- частота вращения быстроходного вала зубчатого редуктора [см. «Кинематический анализ механизма»].
=0,014 – коэффициент, учитывающий твёрдость рабочих поверхностей и угол наклона зуба β [2. табл. 6.1]
= 56 – коэффициент, учитывающий погрешность зацепления по шагу для 8 степени точности и модуле до 3,55 [2. табл. 6.2]
=380 Н/мм – допускаемая удельная окружная динамическая сила при 8-ой степени точности и модуле до 3,55 [2. табл. 6.2]
тогда
Удельная расчетная окружная сила без учета динамической нагрузки, возникающей в зацеплении,
Таким образом,
д) Уточнение величины межосевого расстояния.
Округляем значение межосевого расстояния и окончательно получаем
2.2.2. Определение основных геометрических параметров передачи и уточнение ее передаточного отношения.
а) Ширина зубчатого венца колеса и шестерни.
- рабочая ширина венца колеса.
- ширина венца шестерни.
б) модуль зацепления (определяется из условия равнопрочности зубьев на контактную и изгибную выносливость):
, где
= 410 МПа [см. «Проектный расчёт тихоходной цилиндрической передачи»]
Принимаем модуль m=2,5
в) Определяем числа зубьев шестерни и колеса.
Суммарное число зубьев:
принимаем 20
г) Уточняем передаточное отношение.
Отклонение i от заданного:
Допускаемое значение %, следовательно, полученный результат удовлетворяет требованию.
д) Диаметры делительных окружностей.
е) Проверка межосевого расстояния.
ж) Диаметры окружностей вершин зубьев.
з) Диаметры окружностей впадин.